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Greifer
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Belastung und des dabei erzielten Leistungsgewinnes die Antriebsteile des Greifers nicht mehr so stark überdimenioniert werden, wie dies bei bekannten Greifern der Fall war. Auf diese Weise ist auch die Möglichkeit einer Kostenverringerung gegeben. Soll der Greifer nun für Vor-und Rücklauf ausgebildet sein, so wird zweckmässig die der Feder zugeordnete Kurvenscheibe ebenso wie die dem Greiferrahmen zugeordnete Kurvenscheibe ausgebildet sein, aber um 1800 versetzt angeordnet sein. Vorzugsweise nimmt jedoch die Federspannung ein Maximum in demjenigen Bereich ein, in dem die dem Greiferrahmen zugeordnete Kurve ihre grösste negative Beschleunigung besitzt, da in diesem Bereich die Gefahr, dass sich der Greiferrahmen von seiner Kurvenscheibe infolge der auftretenden Massenkräfte abhebt, am grössten ist.
Weitere Vorteile und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung eines in den Zeichnungen schematisch dargestellten Ausführungsbeispieles. Die Fig. 1 und 2 zeigen einen erfindungsgemässen Greifer in Vorder-und Seitenansicht bzw. im Schnitt. Fig. 3 veranschaulicht im Diagramm die Bewegungen des Greifers bzw. die Federspannung.
Mit einer Welle-l-ist ein Dreiflügelverschluss --2-- und eine Greifernocke-3-verbunden. Die Kurve der Greifernocken-3-wird von an einem Greiferrahmen --4-- gelagerten Rollen --5-- od. dgl. abgegriffen. Der Greiferrahmen --4-- ist auf einer Stange-6-geführt. Eine Feder --7-- hält den Kontakt zwischen der Rolle-5-und der Greifernocke-3-aufrecht.
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andere Ende der Feder--7--befestigt ist. Die Feder--7--wird somit in Abhängigkeit von der Kurvenscheibe--8--einerseits und anderseits der Greifernocken--3--gespannt bzw. entlastet.
Der Druck, den die Rolle-5-auf die Greifernocke-3-ausübt, ist somit nicht nur von der Form der Greifernocke --3-- abhängig, sondern auch von der Form der Kurvenscheibe--8--.
Dadurch dass die Feder --7-- zwischen den Rollen-5 und 10-wirkt, die an gegenüberliegenden Seiten der Welle-l-angeordnet sind, sind die Lager der Welle-l-völlig entlastet.
In Fig. 3 ist im obersten Diagramm die Transporthubkurve des Greifers bei einer Umdrehung der Welle--l--um 360 dargestellt. Die mittlere Kurve in Fig. 3 ist die Eingriffshubkurve des Greifers synchron zur Transporthubkurve. Sie stellt die Eingriffsbewegung des Greifers bzw. dessen Zähne in und aus der Perforation des Filmes dar. Das unterste Diagramm stellt den Kraftaufwand der Feder - -7-- phasengleich zu den beiden andern Diagrammen dar.
Die Transporthubkurve des Greifers weist ihre grösste negative Beschleunigung im Bereiche des Wendepunktes --14-- auf. Ein Vergleich mit dem untersten Diagramm der Fig. 3 zeigt, dass in diesem Bereiche die Kurve der Federspannung die maximale Amplitude erreicht. Die Kurve der Federspannung erreicht allerdings ihre maximale Amplitude im dargestellten Ausführungsbeispiel schon vorher, nämlich schon nachdem die Transporthubkurve des Greifers im Wendepunkt --13-- ihre grösste positive Beschleunigung erreicht hat.
Da bei bekannten Greifern auch in den Phasen, die Tälern in der Kurve des Transporthubes entsprechen, die Feder--7--eine relativ hohe Mindestspannung aufweisen muss, erreicht bei diesen bekannten Greifern die Hubkurve der Feder-7- (die unterste Kurve in Fig. 3) wesentlich höhere Amplituden als bei einem erfindungsgemässen Greifer. Beim Abschalten des Projektors bleibt der Greifer meist im Bereiche des grössten Drehmomentes, d. h. etwa im Bereiche zwischen dem Wendepunkt --13-- und dem Maximum der Transporthubkurve stehen und es ist daher beim Anlaufen schon an sich ein hohes Drehmoment notwendig. Dieses Drehmoment wird bei bekannten Greifern noch durch die Vergrösserung der Federspannung verstärkt.
Dadurch, dass erfindungsgemäss das Maximum der Federspannung erst im Wendepunkt--14--erreicht werden muss, wird beim Anlaufen eines Projektors das notwendige Drehmoment gegenüber bekannter Projektoren verringert. Es ergibt sich somit einerseits durch die Verringerung der Amplitudenhöhe in der Hubkurve der Feder--7--und anderseits durch die Möglichkeit der Kurvenscheibe so auszubilden, dass der Bereich der Amplitude dieser Hubkurve möglichst kurz ist, ein beträchtlicher Leistungsgewinn.
Die Ausbildung der Kurvenscheibe-8-muss selbstverständlich nicht der in Fig. 3 dargestellten Hubkurve der Feder --7-- entsprechen, sondern kann den jeweiligen Erfordernissen angepasst werden. Auch in konstruktiver Hinsicht sind zahlreiche Abänderungen der Erfindung denkbar.
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Gripper
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Load and the resulting gain in performance, the drive parts of the gripper are no longer so oversized as was the case with known grippers. In this way, there is also the possibility of reducing costs. If the gripper is now to be designed for forward and reverse travel, the cam disk assigned to the spring will expediently be designed as well as the cam disk assigned to the gripper frame, but be arranged offset by 1800. However, the spring tension preferably assumes a maximum in that area in which the curve assigned to the gripper frame has its greatest negative acceleration, since in this area the risk of the gripper frame lifting off its cam due to the mass forces occurring is greatest.
Further advantages and features of the invention emerge from the following description of an exemplary embodiment shown schematically in the drawings. 1 and 2 show a gripper according to the invention in front and side views and in section. Fig. 3 illustrates in the diagram the movements of the gripper or the spring tension.
A three-wing lock --2 - and a gripper cam-3 - are connected to a shaft-1-. The curve of the gripper cams -3- is picked up by rollers --5-- or the like mounted on a gripper frame --4--. The gripper frame --4-- is guided on a rod 6. A spring --7-- keeps the contact between the roller-5- and the looper cam-3-upright.
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other end of the spring - 7 - is attached. The spring - 7 - is thus tensioned or relieved depending on the cam disk - 8 - on the one hand and the gripper cams - 3 - on the other.
The pressure that the roller-5-exerts on the gripper cam-3-is therefore not only dependent on the shape of the gripper cam -3-, but also on the shape of the cam -8-.
Because the spring -7- acts between the rollers-5 and 10-, which are arranged on opposite sides of the shaft-1, the bearings of the shaft-1 are completely relieved.
In FIG. 3, the top diagram shows the transport stroke curve of the gripper with one revolution of the shaft - l - by 360. The middle curve in FIG. 3 is the engagement stroke curve of the gripper in synchronism with the transport stroke curve. It shows the engagement movement of the gripper or its teeth in and out of the perforation of the film. The bottom diagram shows the force exerted by the spring - -7-- in phase with the other two diagrams.
The transport stroke curve of the gripper shows its greatest negative acceleration in the area of the turning point --14--. A comparison with the bottom diagram in FIG. 3 shows that the curve of the spring tension reaches the maximum amplitude in this area. However, the curve of the spring tension reaches its maximum amplitude in the illustrated embodiment already before, namely after the transport stroke curve of the gripper has reached its greatest positive acceleration at the turning point --13--.
Since in known grippers the spring - 7 - must have a relatively high minimum tension even in the phases that correspond to valleys in the curve of the transport stroke, in these known grippers the stroke curve of spring-7- (the bottom curve in Fig 3) significantly higher amplitudes than with a gripper according to the invention. When the projector is switched off, the gripper usually remains in the area of the greatest torque, i.e. H. stand approximately in the area between the turning point --13-- and the maximum of the transport stroke curve and a high torque is therefore necessary when starting. In known grippers, this torque is increased by increasing the spring tension.
Because, according to the invention, the maximum of the spring tension only has to be reached at the point of inflection - 14 -, when a projector starts up, the necessary torque is reduced compared to known projectors. Thus, on the one hand, by reducing the amplitude height in the lift curve of the spring and, on the other hand, the possibility of designing the cam disc so that the range of the amplitude of this lift curve is as short as possible, a considerable gain in performance.
The design of the cam -8- does not, of course, have to correspond to the lifting curve of the spring -7- shown in Fig. 3, but can be adapted to the respective requirements. Numerous modifications of the invention are also conceivable from a structural point of view.